TW201712217A - 引擎及跨坐型車輛 - Google Patents

Abstract

於偏置型引擎中，降低藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。引擎(14)具備運動轉換機構(32)、及平衡機構(34)。於引擎(14)中，利用伴隨運動轉換機構(32)之動作而產生之一次慣性力、及伴隨平衡機構(34)之動作而產生之慣性力，或者利用伴隨平衡機構(60)之動作而產生之慣性力，降低藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。

Description

引擎及跨坐型車輛

本發明係關於一種曲軸之軸心相對於氣缸軸線偏置而配置之引擎，詳細而言係關於一種具備降低藉由因活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動之機構的引擎。

於引擎中，例如存在往復式引擎。往復式引擎具備將活塞之往復運動轉換成曲軸之旋轉運動之動作轉換機構(以下，活塞、曲軸機構)。

伴隨上述活塞、曲軸機構之動作而產生振動。因此，於往復式引擎中，為了降低伴隨活塞、曲軸機構之動作而產生之振動，而設置有平衡機構。

平衡機構例如揭示於日本專利特開2003-237674號公報。於該公報中，揭示有單軸式平衡機構。於單軸式平衡機構中，相對於伴隨活塞、曲軸機構之動作而產生之慣性力之一次成分(以下，一次慣性力)，而產生反方向且相同大小之慣性力。由此，降低由伴隨活塞、曲軸機構之動作而產生之一次慣性力所引起之振動。

[專利文獻1]日本專利特開2003-237674號公報

近年來，提出有將曲軸之軸心相對於氣缸軸線偏置而配置之引擎(以下，偏置型引擎)。於偏置型引擎中，自曲軸之軸向觀察，曲軸 之軸心不在氣缸軸線上，且活塞自上死點移動至下死點時之曲軸之旋轉角度，較活塞自下死點移動至上死點時之曲軸之旋轉角度更大。因此，於偏置型引擎中，與將曲軸之軸心配置於氣缸軸線上之引擎(以下，非偏置型引擎)相比，膨脹時間變長。其結果，於偏置型引擎中，與非偏置型引擎相比能夠提高燃料效率。

於偏置型引擎中，與非偏置型引擎相比，活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分(以下，一次慣性力偶)變大。因此，必須對降低藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動進行研究。

本發明之目的係於偏置型引擎中，降低藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。

本發明之實施形態之引擎具備運動轉換機構、及平衡機構。運動轉換機構包含曲軸、及配置於氣缸內之活塞。運動轉換機構將活塞之於氣缸內之往復運動轉換成曲軸之旋轉運動。平衡機構降低伴隨運動轉換機構之動作而產生之振動。自曲軸之軸向觀察，曲軸之軸心不在氣缸所具有之氣缸軸線上。於運動轉換機構中，活塞自上死點移動至下死點時之曲軸之旋轉角度，較活塞自下死點移動至上死點時之曲軸之旋轉角度更大。平衡機構包含第1平衡軸。第1平衡軸係與曲軸平行地配置，且沿與曲軸旋轉之方向相反之方向以與曲軸相同之速度旋轉。第1平衡軸係於自曲軸之軸向觀察之情形時，相對於氣缸軸線而位於與曲軸為相反側。

於上述引擎中，利用伴隨運動轉換機構之動作而產生之一次慣性力、及伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力，或者利用伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力，降低藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。

引擎可為單氣缸引擎，或亦可為並列雙氣缸引擎(360°曲軸)。所謂360°曲軸係指2個曲軸銷於曲軸之旋轉方向上位於相同之位置。引 擎可為四循環引擎，或亦可為二循環引擎。

平衡機構可為單軸式平衡機構，或亦可為雙軸式平衡機構。

於平衡機構為單軸式平衡機構之情形時，運動轉換機構包含曲軸平衡器，第1平衡軸包含平衡器。曲軸平衡器設置於曲軸，且伴隨曲軸之旋轉而產生慣性力。平衡器係伴隨第1平衡軸之旋轉而產生慣性力。

於上述平衡機構為單軸式平衡機構之態樣中，較佳為利用由運動轉換機構之往復運動質量所致之慣性力之一次成分(以下，一次慣性力)之一部分、及伴隨第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分，抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。

於此，以mr²ω²．A_M．sin(θ+α_M)表示由活塞側壓力所引起之一次慣性力偶。其中，m表示往復運動質量。r表示曲軸半徑。ω表示曲軸旋轉時之角速度。A_M表示由活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之大小。α_M表示一次慣性力偶之基準相位。θ+α_M表示某瞬間之一次慣性力偶之相位。一次慣性力偶之相位係相對於曲軸之相位者。曲軸之相位係將自曲軸之軸向觀察，曲軸銷之軸心位於與氣缸軸線平行且通過曲軸之軸心之基準線上時設為基準(0°)。成為該基準之位置係曲軸銷之軸芯藉由曲軸之旋轉而描繪之軌跡(真圓)與上述基準線之交點中之接近活塞之交點。

於上述平衡機構為單軸式平衡機構之態樣中，第1平衡軸較佳為於曲軸旋轉之方向上，配置於自基準位置起α_M+150°+τ~α_M+210°+τ之範圍內。其中，基準位置係與氣缸軸線平行地延伸且通過曲軸之軸心之基準線、與曲軸銷之軸芯伴隨曲軸之旋轉而描繪之軌跡(真圓)之交點中之接近活塞之交點。τ表示由運動轉換機構之往復運動質量所致之一次慣性力之相位延遲。

於上述平衡機構為單軸式平衡機構之態樣中，較佳為下式成 立。

其中，k_M1表示曲軸平衡器中之有助於抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動之成分的大小。r表示曲軸半徑。L_B表示第1平衡軸之軸心與曲軸之軸心之距離。

於上述平衡機構為單軸式平衡機構之態樣中，較佳為下式成立。

[數2]α_M1=180°-τ (2)

其中，相位α_M1係曲軸平衡器中之有助於抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動之成分的相位。

於上述平衡機構為單軸式平衡機構之態樣中，較佳為下式成立。

[數3]α_BM1=180°+τ (3)

其中，相位α_BM1係平衡器中之有助於抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動之成分的相位。

再者，平衡器中之有助於抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次 慣性力偶而產生之振動之成分的大小k_BM1係與上述k_M1相同。

於上述平衡機構為單軸式平衡機構之態樣中，較佳為利用由往復運動質量所致之一次慣性力之剩餘、由曲軸平衡器所致之慣性力之剩餘、及伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力之剩餘，降低因由伴隨運動轉換機構之動作而產生之一次慣性力及伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動，藉此，將引擎之瞬間旋轉中心設定於特定之位置。

於該情形時，關於曲軸平衡器之大小k_total、曲軸平衡器之相位α_total、平衡器之大小kB_total及平衡器之相位αB_total，下式成立。

其中，k_IC表示曲軸平衡器中之降低因由伴隨運動轉換機構之動作而產生之一次慣性力及伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動之成分的大小。α_IC表示曲軸平衡器中之降低因由伴隨運動轉換機構之動作而產生之一次慣性力及伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動之成分的相位。kB_IC表示平衡器中之降低因由伴隨運動轉換機構之動作而產生之一次慣性力及伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動之成分的大小。αB_IC表示平衡器中之降低因由伴隨運動轉換機構之動作而產生之一次慣性力及伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動之成分的相位。

例如，於引擎不經由連桿機構而相對於車體框架直接配置之情形時，上述引擎之瞬間旋轉中心較佳為設定於如下孔之位置，該孔係形成於引擎、且供設置於車體框架之樞軸插入。於該情形時，可抑制引擎振動向車體框架之傳遞。

例如，於引擎相對於車體框架而隔著連桿機構配置之情形時，上述引擎之瞬間旋轉中心較佳為設定於如下孔之位置，該孔係形成於引擎、且供設置於連桿機構之支持軸插入。於該情形時，例如可藉由適當地設定連桿機構之連桿角，而進一步抑制引擎振動向車體框架之傳遞。

於上述平衡機構為雙軸式平衡機構之情形時，平衡機構進而包含第2平衡軸。第2平衡軸係自曲軸之軸向觀察，相對於氣缸軸線而配置於與第1平衡軸為相反側。

於上述平衡機構為雙軸式平衡機構之情形時，第1平衡軸係自曲軸之軸向觀察，於氣缸軸線延伸之方向上配置於與第2平衡軸不同之位置。

於上述平衡機構為雙軸式平衡機構之情形時，第1平衡軸及第2 平衡軸較佳為自曲軸之軸向觀察，相對於通過曲軸之軸心且沿與氣缸軸線正交之方向延伸之假想線而配置於與活塞為相反側。

於上述平衡機構為雙軸式平衡機構之情形時，第1平衡軸及第2平衡軸包含平衡器。第1平衡軸具有之平衡器伴隨第1平衡軸之旋轉而產生慣性力。第2平衡軸具有之平衡器伴隨第2平衡軸之旋轉而產生慣性力。

第2平衡軸例如設為與曲軸旋轉之方向相反之方向。較佳為對伴隨運動轉換機構之動作而產生之一次慣性力進行向量顯示時之向量之前端之軌跡為真圓。於該情形時，可利用伴隨第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分、及伴隨第2平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分，抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。

於上述態樣中，較佳為利用曲軸平衡器所致之慣性力、伴隨第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之剩餘、及伴隨第2平衡軸之旋轉而產生之慣性力之剩餘，抑制因由運動轉換機構之往復運動質量所致之一次慣性力而引起之振動。

第2平衡器例如沿與曲軸旋轉之方向相同之方向旋轉。於該情形時，可利用伴隨第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分、及伴隨第2平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分，抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。

於上述態樣中，較佳為利用伴隨第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之剩餘、及伴隨第2平衡軸之旋轉而產生之慣性力之剩餘，抑制因由運動轉換機構之往復運動質量所致之一次慣性力而引起之振動。

10‧‧‧機車

12‧‧‧車體框架

14‧‧‧引擎

16‧‧‧車輛外殼

18‧‧‧頭管

20‧‧‧轉向軸

24‧‧‧前叉

26F‧‧‧前輪

26R‧‧‧後輪

28‧‧‧殼體

28A‧‧‧孔

30‧‧‧樞軸

32‧‧‧活塞、曲軸機構

34‧‧‧平衡機構

36‧‧‧氣缸

38‧‧‧活塞

40‧‧‧連桿

42‧‧‧曲軸

42A‧‧‧曲軸平衡器

42C‧‧‧軸心

44‧‧‧活塞銷

46‧‧‧曲軸銷

46C‧‧‧軸心

48‧‧‧平衡軸

48A‧‧‧平衡器

48C‧‧‧軸心

50‧‧‧連桿機構

50A‧‧‧軸

60‧‧‧平衡機構

62‧‧‧平衡軸

62A‧‧‧平衡器

62C‧‧‧軸心

64‧‧‧平衡軸

64A‧‧‧平衡器

64C‧‧‧軸心

A‧‧‧長徑

a_m‧‧‧加速度

a_r‧‧‧加速度

B‧‧‧短徑

e‧‧‧偏置量

F‧‧‧一次慣性力

F．k_B‧‧‧旋轉成分

F．σ‧‧‧往復成分

Fbx‧‧‧x方向之成分

Fby‧‧‧y方向之成分

Fc‧‧‧力

Fs‧‧‧力

G‧‧‧重心

k‧‧‧大小

L‧‧‧距離

L1‧‧‧氣缸軸線

L2‧‧‧直線

L3‧‧‧直線

L4‧‧‧直線

L5‧‧‧直線

L_a‧‧‧距離

L_B‧‧‧距離

L_b‧‧‧距離

L_C‧‧‧距離

L_P‧‧‧距離

l‧‧‧連桿之長度

P1‧‧‧位置

r‧‧‧曲軸半徑

U_a‧‧‧慣性力

U_b‧‧‧慣性力

U_p‧‧‧慣性力

U_m‧‧‧慣性力

x_p‧‧‧位移

x‧‧‧方向

y‧‧‧方向

α‧‧‧相位

α₉₀‧‧‧慣性力之方向

α_B‧‧‧相位

α_B90‧‧‧相位

β‧‧‧假想性之曲軸平衡器之相位

η‧‧‧假想性之主軸之方向

θ‧‧‧曲軸旋轉角

‧‧‧連桿擺動角

‧‧‧旋轉成分之方向

χ‧‧‧主軸之方向

Ψ_F‧‧‧傾斜角度

圖1係表示具備本發明之第1實施形態之引擎之機車之左側視圖。

圖2係表示本發明之第1實施形態之引擎之概略構成之模式圖。

圖3係表示圖2所示之引擎之內部構造之概略構成之概念圖。

圖4係表示瞬間旋轉中心之位置、重心、曲軸及平衡器之位置關係之概念圖。

圖5係表示一次慣性力之旋轉成分與往復成分之關係之概念圖。

圖6係使圖5旋轉所得之圖，且為表示連結瞬間旋轉中心之位置與重心之直線沿水平方向延伸之狀態之圖。

圖7係表示平衡器之相位與一次慣性力之旋轉成分之相位之關係之概念圖。

圖8係用以說明基準位置之概念圖。

圖9係用以說明於τ+90°之一次慣性力之概念圖。

圖10係表示非偏置型引擎中之慣性力偶之曲線圖。

圖11係表示偏置型引擎中之慣性力偶之曲線圖。

圖12係表示偏置型引擎之概念圖。

圖13係表示偏置型引擎中之慣性力偶之概念圖。

圖14係表示平衡軸配置於最適於抑制一次慣性力偶之位置之狀態之概念圖。

圖15係表示於平衡軸位於最佳位置之情形時之樞軸之振動加速度與引擎轉數之關係之曲線圖。

圖16係表示於平衡軸位於自最佳位置沿曲軸旋轉方向之反方向前進30°之位置之情形時之樞軸之振動加速度與引擎轉數之關係的曲線圖。

圖17係表示於平衡軸位於自最佳位置沿曲軸旋轉方向前進30°之位置之情形時之樞軸之振動加速度與引擎轉數之關係的曲線。

圖18係表示於平衡軸位於不適於一次慣性力偶之抑制之位置之情形時之樞軸之振動加速度與引擎轉數之關係的曲線圖。

圖19係表示引擎隔著連桿機構而安裝於車體框架之狀態之模式 圖。

圖20係表示本發明之第2實施形態之引擎之內部構造之概略構成之概念圖。

圖21係用以說明於圖20所示之引擎中用以使於2個平衡軸所產生之慣性力與於曲軸所產生之慣性力平衡之條件的概念圖。

圖22係用以說明於圖20所示之引擎中用以使於2個平衡軸所產生之慣性力與於曲軸所產生之慣性力平衡、且抵消俯仰力矩之條件的概念圖。

圖23係用以說明於圖20所示之引擎中用以使於2個平衡軸所產生之慣性力與於曲軸所產生之慣性力平衡、且抵消俯仰力矩、進而抵消活塞側壓力所引起之激振力矩之條件的概念圖。

圖24係用以說明於本發明之第2實施形態之應用例之引擎中用以使於2個平衡軸所產生之慣性力與於曲軸所產生之慣性力平衡之條件的概念圖。

圖25係用以說明於本發明之第2實施形態之應用例之引擎中用以使於2個平衡軸所產生之慣性力與於曲軸所產生之慣性力平衡、且抵消活塞側壓力所引起之激振力矩之條件的概念圖。

以下，參照圖式對本發明之實施形態之跨坐型車輛進行說明。於本實施形態中，作為跨坐型車輛，以機車為例進行說明。對圖中相同或相當之部分標註相同之符號，且不重複關於該構件之說明。

圖1係本發明之實施形態之機車10之左側視圖。機車10具備車體框架12及引擎14。

車體框架12係由車輛外殼16所覆蓋。車體框架12具備頭管18。

頭管18配置於車體框架12之前部。於頭管18插通有轉向軸20。於轉向軸20之上端配置有把手。於轉向軸20之下端配置有前叉24。前 叉24支持前輪26F並使其能夠旋轉。

引擎14係單元擺動式引擎。引擎14係由車體框架12支持。藉由將引擎14之動力傳遞至後輪26R而後輪26R旋轉。

一面參照圖2，一面對引擎14進行說明。引擎14係四循環之單氣缸引擎。引擎14支持後輪26R(參照圖1)並使其能夠旋轉。引擎14係相對於車體框架12能夠擺動地配置。具體而言，引擎14具有殼體28。於殼體28形成有孔28A。孔28A係沿車輛之寬度方向延伸。於孔28A插入有樞軸30。樞軸30配置於車體框架12。

一面參照圖3，一面對引擎14之內部構造進行說明。引擎14具備活塞、曲軸機構32、及平衡機構34。

活塞、曲軸機構32包含活塞38、連桿40、及曲軸42。以下，對該等進行說明。

活塞38位於氣缸36內。將活塞38能夠於氣缸36之中心軸線(以下，氣缸軸線L1)上往復移動地配置。

連桿40連結活塞38與曲軸42。具體而言，連桿40之一端經由活塞銷44而連結於活塞38。連桿40之另一端經由曲軸銷46而連結於曲軸42。

曲軸42具有軸心42C。將曲軸42能夠繞軸心42C旋轉地配置。曲軸42包含曲軸平衡器42A。曲軸平衡器42A伴隨曲軸42之旋轉而產生慣性力。

於活塞、曲軸機構32中，活塞38之往復運動被轉換成曲軸42之旋轉運動。即，活塞、曲軸機構32係作為運動轉換機構而發揮功能。

平衡機構34為單軸式平衡機構。平衡機構34包含平衡軸48。平衡軸48具有軸心48C。將平衡軸48能夠繞軸心48C旋轉地配置。平衡軸48係與曲軸42平行地配置。平衡軸48係於與曲軸42相反之方向旋轉。平衡軸48係以與曲軸42相同之速度旋轉。平衡軸48例如藉由使設 置於平衡軸48之齒輪與設置於曲軸42之齒輪嚙合，而與曲軸42一併旋轉。平衡軸48包含平衡器48A。平衡器48A伴隨平衡軸48之旋轉而產生慣性力。

於引擎14中，自曲軸42之軸向觀察，氣缸軸線L1不通過曲軸42之軸心42C。於引擎14中，活塞38自上死點移動至下死點時之曲軸42之旋轉角度，較活塞38自下死點移動至上死點時之曲軸42之旋轉角度更大。即，引擎14為偏置型引擎。

於引擎14中，能夠一方面將引擎14之瞬間旋轉中心設定於樞軸30之位置，一方面降低藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。以下，對其理由進行說明。再者，於以下之說明所參照之圖4-7及9中，表示用以將引擎14之瞬間旋轉中心設定於樞軸30之位置之方法，且平衡軸48之位置與圖3所示之位置不一致。

1.關於引擎之瞬間旋轉中心之設定

引擎14為單氣缸引擎。因此，活塞、曲軸機構32之往復運動質量所致之一次慣性力成為主要之激振力。

於單氣缸引擎中，例如藉由將曲軸平衡器與平衡器之相位及大小設為50%對稱，並使作為平移力之作用平衡，而使於引擎之重心位置之振動降低。於該情形時，由於曲軸遠離平衡軸而配置，故而產生力偶。其結果，產生使引擎整體旋轉之振動。於該情形時，雖於成為旋轉之中心之重心位置，不產生平移方向之振動，但於遠離重心之位置，以與距重心之距離成比例之振幅沿旋轉之切線方向振動。

將引擎懸架於車體框架之位置並不限於接近重心之位置。因此，於在遠離重心之位置支持引擎之情形時，於上述方法中，旋轉所引起之振動藉由距重心之距離被放大而傳遞至車體框架。為了抑制該旋轉所引起之振動，例如可考慮將曲軸平衡器與平衡器之相位及大小設定為除50%對稱以外而降低力偶。然而，於該情形時，未轉換成力 偶之平移力產生平移方向之振動。該平移方向之振動被追加於旋轉所引起之振動。

於引擎14中，將平移方向之振動與旋轉所引起之振動組合，而將瞬間旋轉中心(由活塞、曲軸機構32之往復運動質量之一次慣性力所引起之振動成為零之點)之位置設定於配置有樞軸30之位置。以下，對該方法進行說明。

於在引擎14中產生之一次慣性力中，存在(1)伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力、及(2)伴隨平衡機構34之動作而產生之慣性力。

伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力係活塞、曲軸機構32之往復運動質量所致之一次慣性力、與伴隨曲軸42之旋轉而產生之慣性力(由曲軸平衡器42A引起之慣性力)之合力。該合力之向量係向與曲軸42為反向旋轉。該合力之向量之大小及方向係於該合力之向量旋轉1次時，週期性地變化。

伴隨平衡機構34之動作而產生之慣性力係伴隨平衡軸48之旋轉而產生之慣性力(由平衡器48A引起之慣性力)。該慣性力之向量係大小固定，且向與曲軸42為反方向並等速地旋轉。

伴隨平衡機構34之動作而產生之慣性力、與伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力始終作為平移力而平衡係於將曲軸平衡器42A與平衡器48A之相位及大小設定為50%對稱之情形時。於該情形時，僅力偶作用於引擎14，產生使引擎14整體旋轉之振動。

此時，如圖5所示，於位置P1，沿以重心G為中心之旋轉之切線方向、即與通過位置P1及重心G之直線L2正交之方向，產生加速度a_m。

於此，若能夠使滿足下式之大小之平移力F1向與加速度a_m為相反方向作用於重心G，則能夠與位置P1上之振動加速度相抵。即，能 夠抵消因於引擎14中產生之一次慣性力所引起之振動。

其中，M為引擎14之質量。F為活塞、曲軸機構32之往復運動質量所致之一次慣性力。k_B為平衡器34之大小。θ_c為以力偶最大之位置作為基準之曲軸42之旋轉角度。I為引擎14之慣性力矩。L_B為自曲軸42之軸心42C至平衡軸48之軸心48C為止之距離。L_p為自重心G至位置P1為止之距離。

於此，於引擎14中產生力者為活塞、曲軸機構32及平衡機構34。因此，為了與位置P1上之振動加速度相抵，只要如圖5所示般，使伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力包含如下成分即可，即：(i)與伴隨平衡機構34之動作而產生之慣性力平衡而成為力偶之成分；及(ii)用以於位置P1與該力偶所引起之加速度相抵之成分。

(i)之成分係大小為固定，且向伴隨平衡機構34之動作而產生之慣性力之向量旋轉之方向等速地旋轉。(ii)之成分係方向為固定，且大小與力偶之相位同步地變化。於以下之說明中，將(i)之成分設為伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力之旋轉成分，將(ii)之成分設為伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力之往復成分。

於此，作用於遠離重心G之點之平移力具有作為大小及方向相同且作用於重心G之平移力之功能、以及作為藉由力之方向及距重心G之距離而產生之力偶之功能。因此，因作用於曲軸42之一次慣性力之往復成分而產生於位置P1之加速度a_r係考慮上述2個功能者，可藉由 下式表示。

其中，σ係活塞、曲軸機構32之往復運動質量所致之一次慣性力之往復成分之大小。L_C係於通過重心G及位置P1之直線L2延伸之方向上之自重心G至曲軸42之軸心42C為止之距離。L_P係自重心G至位置P1為止之距離。

為了使上述力偶所引起之加速度與一次慣性力之往復成分所引起之加速度於位置P1平衡，必須滿足下式。

[數10]a_m=a_r (10)

若對上述式進行計算，則可導出以下關係。

即，若使上述一次慣性力之旋轉成分之大小與往復成分之大小滿足上述式(數11)所示之關係，則於位置P1能夠與由活塞、曲軸機構32之往復運動質量之一次慣性力引起之振動加速度相抵。

如上述說明所明示般，為了於引擎14中將瞬間旋轉中心設定於任意位置，必須滿足以下條件1-4。

條件1：由以下2個成分構成伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產 生之一次慣性力。

a)與平衡機構34之慣性力平衡而形成力偶之旋轉成分(F．k_B)

b)用以於位置P1抵消該力偶所引起之加速度之往復成分(F．σ)

條件2：上述旋轉成分之大小與往復成分之大小滿足上述式(數11)。

條件3：力偶之大小與往復成分之大小具有相同之相位。

條件4：往復成分係作用於相對於連結重心G與位置P1之直線正交、且抵消力偶所引起之加速度之方向。

滿足上述條件1-4之一次慣性力之向量之前端描繪之軌跡為橢圓。以下，對求出該橢圓之主軸之方向χ及長徑A之方法進行說明。

如圖6所示，以連結重心G與位置P1之直線L2沿水平方向延伸之方式使圖5旋轉。於此，將往復成分設為由假想性之往復運動質量所致之慣性力、將旋轉成分設為由假想性之曲軸平衡器所致之慣性力而考慮。於該情形時，可使用非對稱曲軸平衡之公式而求出合成之慣性力之大小及方向。旋轉成分向與曲軸為反方向旋轉，因此，假想性之曲軸平衡器之相位β成為與曲軸之旋轉方向為反向。即，β滿足下式。

[數12]β=360°-ψ _B (12)

假想性之曲軸平衡器之大小係以往復成分之大小作為基準之旋轉成分之大小、即μ。

關於非對稱曲軸平衡之一次慣性力之橢圓(一次慣性力之向量之前端描繪之軌跡)之公式係如下所述。

[數13]

其中，χ係上述橢圓(非對稱曲軸平衡之一次慣性力之橢圓)之長軸相對於氣缸軸線L1之傾斜角度。A係上述橢圓(非對稱曲軸平衡之一次慣性力之橢圓)之長軸之長度。B係上述橢圓(非對稱曲軸平衡之一次慣性力之橢圓)之短軸之長度。k係由下式(數16)定義。α係以配置有曲軸銷之位置作為基準之情形時之曲軸平衡器之相位。ε係偏置型引擎之振幅倍率。於偏置型引擎中，衝程被延長。因此，一次慣性力之振幅亦稍微增大。將其比率設為ε。

其中，m_w係曲軸平衡器之質量。r_w係曲軸平衡器之距曲軸之軸心之距離。m_r係往復運動質量。r係曲軸半徑(自曲軸之軸心至曲軸銷之軸心為止之距離)。

再者，於非偏置型引擎之情形時，於上述式(數13-15)中，τ變為 0，ε變為1。

如圖6所示，於考慮假想性之往復運動質量所致之慣性力及假想性之曲軸平衡器所致之慣性力之情形時，於與曲軸之本來之旋轉方向為反方向上設定角度。因此，將β代入至上述式(數13)之α且將μ代入至k而獲得之χ與圖6之η對應。即，下式所示之關係成立。

如圖4所示，假想性之主軸之方向η、本來之主軸之方向χ、及氣缸軸線L1相對於通過重心G及位置P1之直線L2之傾斜角度Ψ_F滿足以下關係。

[數18]ψ_F+x+η=90° (18)

因此，關於主軸之方向χ，可獲得下式。

[數19]x=90°-(η+ψ_F) (19)

關於長徑A，藉由將β代入至上述式(數14)之α，將μ代入至k，可獲得下式。

[數20]

關於短徑B，藉由將β代入至上述式(數15)之α，將μ代入至k，可獲得下式。

上述式(數20及21)所示之值係以假想性之慣性力作為基準。因此，計算結果並非本來之一次慣性力本身，而是以以上所說明之往復成分(F．σ)作為基準之值。

將假想性之曲軸平衡器之旋轉方向設定為與本來之曲軸42之旋轉方向相反。因此，上述值B'與本來之值B相比，正負變為相反。根據上述式(數20及21)，可獲得以下關係。

[數22]A-B=ε (22)

藉由利用該關係，可獲得下式。

藉由將上述式(數23)變形，可獲得下式。

[數24]

若使用上述式(數23及20)進行計算，則可獲得下式。

根據上述定義，一次慣性力之旋轉成分(F．k_B)之大小與伴隨平衡機構34之動作而產生之慣性力相等。根據上述定義，旋轉成分(F．k_B)與往復成分(F．σ)滿足上述式(數11)之關係。即，下式成立。

一次慣性力之旋轉成分、及伴隨平衡機構34之動作而產生之慣性力(平衡器48A之慣性力)構成力偶。因此，一次慣性力之旋轉成分、與伴隨平衡機構34之動作而產生之慣性力始終朝向相反之方向。因此，若可知一次慣性力之旋轉成分以某曲軸角度(曲軸42之旋轉角度)朝向哪個方向，則可知於該時點之平衡器48A所致之慣性力之方向。另外，可根據此時之曲軸角度對成為基準之時點(曲軸角度)之平衡器48A之相位α_B進行計算。

往復運動質量所致之一次慣性力係於曲軸角度為τ+90°之時點成為零。此時，活塞、曲軸機構32之一次慣性力相當於曲軸平衡器42A之慣性力。該曲軸平衡器42A之慣性力之方向α₉₀係於曲軸平衡器之方 向α加上τ+90°所得者。即，α₉₀滿足以下關係。

[數27]α₉₀=α+τ+90° (27)

如上所述，活塞、曲軸機構32之一次慣性力係由旋轉成分、及往復成分構成。於此，將τ+90°之時點之旋轉成分之方向設為。將上死點後之τ+90°之時點之平衡器48A之相位設為α_B90。一次慣性力之旋轉成分與平衡器48A之慣性力係始終平衡而構成力偶。因此，如圖7所示，下式成立。

平衡器48A係向曲軸42之反方向旋轉。因此，關於基準位置上之平衡器48A之相位α_B，如圖7所示般，以下關係成立。再者，於基準位置，如圖8所示般，於通過曲軸42之軸心42C且與氣缸L1平行地延伸之直線L3上，曲軸銷46之軸心46C位於最接近活塞38之位置。

[數29]α_B=α_B90+τ+90° (29)

如上所述，α_B90可根據求出。即，上述式(數29)可如下所述般變形。因此，若可知於τ+90°之一次慣性力之旋轉成分之方向，則可求出於基準位置之平衡器48A之方向α_B。

[數30]

如上所述，於τ+90°之時點，往復運動質量所致之慣性力變為零。因此，活塞、曲軸機構32之一次慣性力變為與曲軸平衡器42A之慣性力相等。一次慣性力之方向及大小可根據曲軸平衡器42A之方向及大小求出。

如上所述，活塞、曲軸機構32之一次慣性力係藉由旋轉成分、及往復成分而構成。因此，若自一次慣性力之向量減去往復成分之向量，則可獲得旋轉成分之向量。

往復成分之方向為固定。往復成分之方向係正交於連結重心G與位置P1之直線L2。如圖9所示，將曲軸42之一次慣性力之向量分解成通過重心G及位置P1之直線L2延伸之方向(第1方向)之成分、以及與第1方向正交之第2方向之成分。前者之成分僅包含於旋轉成分。根據該內容，可導出以下關係。

若將上述式(數31)變形，則可獲得下式。

關於上述式(數32)所含有之變數中之k_B，可藉由上述方法而求 出。關於α、k、ε及τ之求出方法，於下文進行敍述。Ψ_F係藉由重心G之位置、位置P1及曲軸42之位置之關係而決定。以下，一面參照圖9，一面對求出之方法進行說明。

一次慣性力之往復成分之振幅(大小)係和一次慣性力之旋轉成分與平衡器48A所引起之慣性力之力偶的大小同步地變化。因此，關於往復成分之振幅、及力偶之大小，下式成立。

藉由將上述式(數33)變形，可導出下式。

藉由將上述式(數34)變形，並代入上述式(數32)，可導出下式。

根據三角函數之公式，以下關係成立。

藉由將上述式(數36)變形，可導出下式。

藉由將上述式(數32)及式(數35)代入至上述式(數37)，可獲得下式。

根據上述式(數38)及式(數30)，可獲得下式。

於根據上述主軸之方向χ及長徑A求出曲軸平衡器42A之相位α及大小k時，只要利用非對稱曲軸平衡之公式即可。具體而言，藉由將根據上述式(數19)求出之主軸之方向χ、及根據式(數25)求出之長徑A之值代入至下式(數40)，可求出曲軸平衡器42A之相位α。藉由將根據上述式(數19)求出之主軸之方向χ、及根據式(數25)求出之長徑A之值代入至下式(數41)，可求出曲軸平衡器42A之大小k。

其中，上述式(數40及數41)中之Cx及Cy可藉由下式表示。

[數42]C _x =(A-0.5ε)．cos 2x-0.5ε (42)

[數43]C _y =(A-0.5ε)．sin 2x (43)

2.關於因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動之降低

於上述說明中，未考慮活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響。於此，所謂活塞側壓力係指伴隨活塞、曲軸機構32之動作而活塞38施加至氣缸36之力。所謂活塞側壓力所引起之一次慣性力偶係指活塞側壓力所引起之激振力矩之一次成分。於以下之說明中，考慮活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響。

偏置型引擎係與非偏置型引擎相比，降低內燃機之損耗。具體而言，藉由減小於燃燒壓力成為最大之時點之連桿40之傾斜角(相對於氣缸軸線L1之傾斜角度)而降低活塞側壓力。

若將燃燒壓力成為最大之時點設為較活塞上死點更靠後，則效率變佳。因此，減小活塞上死點後之連桿40之傾斜角有助於效率之改善。

然而，於慣性力之情形時，必須考慮於慣性力成為最大之時點之連桿之傾斜角。關於慣性力成為最大之時點，若為一次慣性力(慣性力之一次成分)則為較活塞上死點稍微更靠後，但若為二次以上之慣性力，則成為曲軸上死點(曲軸銷46位於直線L3上之時點)。

關於慣性力偶之二次成分，一次慣性力成為主要原因。相對於此，關於慣性力偶之一次成分(一次慣性力偶)，二次慣性力(慣性力之二次成分)成為主要原因。於偏置型引擎中，與非偏置型引擎相比，於曲軸上死點、即二次慣性力成為最大之時點，連桿40之傾斜角增大。其結果，於偏置型引擎中，與非偏置型引擎相比，一次慣性力偶之相位變化、且一次慣性力偶之振幅增大。

圖10表示非偏置型引擎中之活塞側壓力所引起之慣性力偶。圖11係偏置型引擎中之活塞側壓力所引起之慣性力偶，且表示偏置量為曲軸半徑之約1/6之情形。如圖10及圖11所示，於曲軸偏置型引擎中，與非偏置型引擎相比，活塞側壓力所引起之一次慣性力偶變大。

如上所述，引擎14為偏置型引擎。因此，於引擎14中，活塞側壓力所引起之一次慣性力偶亦變大。

於引擎14中，抑制活塞側壓力所引起之一次慣性力偶。以下，對在消除活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響之後，與於目標位置之振動加速度相抵之方法進行說明。

參照圖12，關於偏置量e、連桿之長度l、曲軸半徑r、曲軸旋轉角θ、及連桿擺動角，下式所示之關係成立。

於此，偏置量e係將(A)曲軸之軸心相對於通過氣缸之徑向上之中 心且沿氣缸之軸向延伸之直線的偏置量、與(B)活塞銷之軸心相對於該直線之偏置量累加所得者。於以下之說明中，作為偏置量e，僅針對上述(A)之情形進行說明。因此，於參照之圖12中，表示上述(A)之情形。再者，於曲軸之軸心位於氣缸軸線上之引擎中，設為偏置量e=0即可。

若將上述式(數44)變形，則可導出下式。

根據畢氏定律，下式成立。

藉由上述式(數45及46)，可導出下式。

根據以下條件，使用二項式定理，將上述式(數47)展開。

[數49] a=1 (49)

其結果，上述式(數47)變為如下所述。

若將上述式(數52)設為至第3項為止，並將第2項及第3項展開而進行整理，則可導出下式。

參照圖12，活塞38之位移x_p可藉由下式表示。

[數54]

若使用上述式(數53及54)，對活塞38之位移x_p進行計算，則可導出下式。

若使用三角函數之積和公式對上述式(數55)進行整理，則可導出下式。

活塞38之速度v_p可藉由對位移x_p以時間進行微分而求出。於上述式(數56)中，若設為θ=ωt，則速度v_p可藉由下式表示。

[數57]

活塞38之加速度a_p可藉由對速度v_p以時間進行微分而求出。若對上述式(數57)以時間進行微分，則可導出下式。

於此，慣性力係將質量與加速度相乘所得者。藉由使用上述式(數58)，往復運動質量之慣性力可藉由下式表示。

參照圖13，作用於活塞38之位置(具體而言，活塞銷44之位置)之慣性力F可分成作用於連桿40之力Fc、及作用於氣缸36之側壁之力 Fs。於力Fc與力F之間、及力Fs與力F之間，存在下式所示之關係。

作用於曲軸42之力係如圖13所示般被分成x方向之成分Fbx、及y方向之成分Fby。Fbx及Fby可藉由下式求出。

參照圖13，力Fs與力Fby構成力偶。如上述式(數62及63)所明示般，上述力偶起因於作用於活塞38之慣性力。以下，將此種力偶稱為慣性力偶。慣性力偶Mrz可藉由下式求出。

若對上述式(數64)之右邊進行整理，則可導出下式。

參照圖13，可導出下式。

若使用上述式(數66)對上述式(數65)進行整理，則可導出下式。

參照圖13，活塞38之位置x_p可藉由上述式(數54)而表示。

於此，若設為θ=ωt，且將設為時間t之函數(=(t))，而對上述位置x_p以時間t進行微分，則可導出下式。

若對上述式(數66)之兩邊以時間t進行微分，則可導出下式。

[數69]

若對上述式(數69)進行整理，則可導出下式。

若使用上述式(數70)，對上述式(數68)進行整理，則可導出下式。

若對上述式(數71)進行整理，則可導出下式。

若使用上述式(數72)，對上述式(數67)進行整理，則可導出下式。

關於往復運動質量所致之慣性力F_p，若使用上述式(數58)，則可 獲得下式。

關於活塞38之速度v_p係如上述式(數57)所示。

於此，定義以下符號。

關於ε及τ，以下關係成立。

[數81]ε．cos τ=1 (81)

若使用上述式(數75-82)，對關於慣性力偶Mrz之式進行整理，則可獲得下式。

若將上述式(數83)展開，並使用三角函數之積和公式進行整理，則可獲得下式。

若以λ及ξ表示μ，則可獲得下式。

若以λ及ξ表示η，則可獲得下式。

使用上述式(數85及86)，對上述式(數84)進行整理。其結果，針對一次成分，藉由下式表示。

[數87]

若針對上述式(數87)，使用三角函數之公式進行整理，則可獲得下式。

例如，設定λ=3、ξ=0.5，對上述式(數88)進行計算。若試著進行計算，則可知存在絕對值未達0.0001(0.01%)之係數。若為了使計算變容易，而省略絕對值未達0.0001(0.01%)之係數，則可獲得以下之經簡化之式。

若將上述式(數89)變形，則可獲得下式。

[數90] Mrz1m．r²．ω ²．A_M．sin(ωt+α _M) (90)

其中，上述式(數90)中之A_M及α_M可藉由下式而定義。

於此，將A_M定義為活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之大小(振幅)。將α_M定義為活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之基準相位。該基準相位係相對於曲軸42之相位者。曲軸42之相位係將如圖8所示般自曲軸42之軸向觀察，曲軸銷46之軸心46C位於與氣缸軸線L1平行且通過曲軸42之軸心42C之直線L3上時設為基準(0°)。

將因往復運動質量而產生之一次慣性力之一部分與曲軸平衡器42A之慣性力之一部分組合，而產生作用於曲軸42之一次慣性力之旋轉成分(沿曲軸42之反方向旋轉)。藉由使所產生之旋轉成分與平衡器48A之慣性力之一部分組合而產生力偶。此時，旋轉成分之向量之前端描繪之軌跡為真圓。旋轉成分之大小係由附加之曲軸平衡器42A之大小決定。將用以產生旋轉成分之曲軸平衡器42A之大小設為k_M1。產生之力偶之大小係使用往復運動質量m、曲軸半徑r、曲軸42之角速度 ω、及曲軸42之軸心42C與平衡軸48之軸心48C之距離L_B，而藉由下式表示。

[數93]m．r．ω ²．k_M1．L_B (93)

為了使上述力偶與活塞側壓力所引起之一次慣性力偶平衡，必須使以下等式成立。

[數94]m．r²．ω ²．A_M=m．r．ω ²．k_M1．L_B (94)

若對上述式(數94)進行整理，則可獲得下式(與數1相同之式)。

於非偏置型引擎中，活塞側壓力所引起之慣性力偶中之二次慣性力偶及三次慣性力偶係作為如下力矩而發揮作用，即，於自上死點至下死點之間，沿曲軸42之旋轉方向，使引擎(曲軸殼體)旋轉。相對於此，一次慣性力偶係設為於自上死點至下死點之間，沿與曲軸42之旋轉方向為反方向，使引擎旋轉。

此時，藉由使往復運動質量所致之一次慣性力之一部分、與曲軸平衡器42A所引起之慣性力之一部分組合而產生之一次慣性力之旋轉成分係於上死點作用於與氣缸軸線L1平行之方向。於曲軸42之旋轉 角度為+90°之位置，作用於向曲軸旋轉方向之反方向旋轉90°之方向。

於使上述一次慣性力之旋轉成分與平衡器48A所引起之慣性力組合，而抵消活塞側壓力所引起之一次慣性力偶時，必須使平衡軸48自曲軸42之軸向觀察時位於氣缸軸線L1上。

於偏置型引擎中，一次慣性力偶之基準相位根據偏置量而變化。因此，必須根據偏置量而設定平衡軸48之位置。

例如，設為一次慣性力偶之基準相位位於240°附近。於此，sinθ之振幅成為最大係於90°及270°時。因此，於一次慣性力偶之基準相位位於240°附近之情形時，於曲軸42自基準位置旋轉約30°時，一次慣性力偶變為最大。

於偏置型引擎中，於一次慣性力產生相位延遲τ。因此，於曲軸42自基準位置旋轉30°時，引擎14之一次慣性力係作用於相對於氣缸軸線L1延伸之方向，與曲軸42旋轉之方向相反地旋轉30°-τ之方向。與該力組合而使力偶成為最大之平衡器48之位置係如圖14所示般自曲軸42之軸向觀察，成為自基準位置起60°+τ之位置。

於此，一次慣性力偶係如上所述般可藉由式(數90)而表示。於該情形時，平衡軸48之最佳位置可藉由下式而表示。於下式中，自曲軸42之軸向觀察，將基準位置設為基準(0°)，且將曲軸42旋轉之方向設為正。若進行圖示，則如圖3所示。

[數96]α _M+180°+τ (96)

平衡軸48之位置並不限定於藉由上述式(數96)所表示之最佳位置。只要以最佳位置作為基準而為±30°之範圍內即可。

關於用以抵消活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之曲軸平衡器42A之相位α_M1，若考慮因曲軸偏置之影響而往復運動質量所致之一次慣性力之相位偏置τ之程度，則可藉由下式(與數2相同之式)表示。

[數97]α _M1=180°-τ (2)

關於用以抵消活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之平衡器48A之相位α_BM1，若考慮平衡軸48向與曲軸42為反方向旋轉，則可藉由下式(與數3相同之式)表示。

[數98]α _BM1=180°+τ (3)

往復運動質量所致之一次慣性力中之相當於2k_M1之大小之成分被用以抵消活塞側壓力所引起之一次慣性力偶。於偏置型引擎之情形時，往復運動質量所致之一次慣性力之大小係藉由振幅倍率ε而表示。若使用該振幅倍率ε，表示剩餘之一次慣性力F_IC，則成為如下式般。

[數99]F_IC=ε-2k_M1 (99)

針對藉由上述式(數99)而表示之一次慣性力，應用上述引擎之瞬間旋轉中心之設定理論。以下，對其進行說明。

上述F_IC係往復運動質量所致之一次慣性力之一部分。因此，F_IC 僅作用於氣缸36之軸向。

對上述F_IC組合曲軸平衡器42A所引起之慣性力。此時，合力向量之前端描繪之軌跡成為橢圓。於該橢圓之長徑A_IC與短徑B_IC之間，藉由下式所示之關係成立。

[數100]F_IC=A_IC-B_IC (100)

於上述引擎之瞬間旋轉中心之設定理論中，於表示各點之位置關係之式中無變更。因此，關於χ、A'及B'之式可直接使用。

關於A'+B'之式(數23)，代替ε而代入F_IC。其結果，可獲得下式。

若將上述式(數101)變形而進行整理，則可導出下式。

因此，關於F_IC，用以設定引擎之瞬間旋轉中心之一次慣性力之橢圓之長徑A_IC可藉由下式表示。

[數103]

曲軸平衡器42A中之用以設定引擎之瞬間旋轉中心之成分之大小k_IC及相位α_IC可藉由下式表示。

其中，上述式(數104及105)中之C_x及C_y可藉由下式定義。

[數106]C_x=(A_IC-0.5F_IC)．cos 2x-0.5F_IC (106)

[數107]C_y=(A_IC-0.5F_IC)．sin 2x (107)

平衡器48A中之用以設定引擎之瞬間旋轉中心之成分之大小k_BIC及相位α_BIC可藉由下式表示。

[數108]

為了一方面消除活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響，一方面將引擎之瞬間旋轉中心之位置設定於任意位置，只要對各自必需之曲軸平衡器42A之成分與平衡器48A之成分進行向量相加而求出即可。

用以一方面消除活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響，一方面將引擎之瞬間旋轉中心之位置設定於任意位置之曲軸平衡器42A之大小k_total可藉由下式(與數4相同之式)表示。

用以一方面消除活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響，一方面將引擎之瞬間旋轉中心之位置設定於任意位置之曲軸平衡器42A之相位α_total可藉由下式(與數5相同之式)表示。

用以一方面消除活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響，一方面將引擎之瞬間旋轉中心之位置設定於任意位置之平衡器48A之大小kB_total可藉由下式(與數6相同之式)表示。

用以一方面消除活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響，一方面將引擎之瞬間旋轉中心之位置設定於任意位置之平衡器48A之相位αB_total可藉由下式(與數7相同之式)表示。

於引擎14中，如上所述，可藉由設定k_total、α_total、kB_total及αB_total，而一方面消除活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之影響，一方面將引擎之瞬間旋轉中心之位置設定於任意位置。

於圖15~圖18中，表示對引擎14之向車體框架12之安裝位置(具體而言，樞軸30)上之振動加速度進行模擬所得之結果。圖15係於將平衡軸48配置於最佳位置(自基準位置向曲軸旋轉方向移動66.89°之位置)之情形時之模擬結果(實施例1)。圖16係於將平衡軸48配置於自最佳位置向與曲軸旋轉方向為反方向移動30°之位置(自基準位置向曲軸旋轉方向移動36.89°之位置)之情形時之模擬結果(實施例2)。圖17係於將平衡軸48配置於自最佳位置向曲軸旋轉方向移動30°之位置(自基準位置向曲軸旋轉方向移動96.89°之位置)之情形時之模擬結果(實施 例3)。圖18係於將平衡軸48配置於自基準位置向與曲軸旋轉方向為反方向移動103.8°之位置之情形時之模擬結果(比較例1)。即，於比較例1中，未制定用以抵消活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之對策。再者，該等模擬結果之任一者均為關於如下情形者，即，關聯比λ(l/r)為約3.19，且偏心比ξ(e/r)為約0.18。

如圖15~圖18所示，可確認實施例1較比較例1更能抑制振動。可確認即便平衡軸48A之位置為自最佳位置偏移±30°之位置(實施例2及3)，與比較例1相比，亦抑制振動。

再者，於關聯比λ(l/r)為3~5、且偏心比ξ(e/r)為0.1以上之情形時，平衡軸48A之最佳位置位於自基準位置向曲軸旋轉方向50°~80°之範圍內。若考慮即便平衡軸48A之位置為自最佳位置偏移±30°之位置亦存在振動抑制效果，則於該情形時，平衡軸48A只要為20°~110°之範圍內即可。

[第1實施形態之應用例]

於第1實施形態中，引擎14係隔著樞軸30而直接安裝於車體框架12，但亦可例如圖19所示般引擎14隔著連桿機構50而安裝於車體框架12。於該情形時，於形成於引擎14之殼體28之孔28A，插通有連桿機構50所具有之軸50A。

於本應用例中，若對連桿機構50中之連桿之角度，例如以二次慣性力或推進力變動等其他激振力為對象進行設定，則引擎14之振動變為難以進而傳遞至車體框架12。

[第2實施形態]

一面參照圖20，一面對在本發明之第2實施形態之引擎中採用之平衡機構60進行說明。圖20係表示平衡機構60、與活塞、曲軸機構32之關係之概念圖。

平衡機構60為雙軸式平衡機構。平衡機構60包含平衡軸62、及 平衡軸64。

平衡軸62係與曲軸42平行地配置。平衡軸62具有軸心62C。平衡軸62配置成能夠繞軸心62C旋轉。平衡軸62向與曲軸42為反方向旋轉。平衡軸62係以與曲軸42相同之速度旋轉。平衡軸62例如藉由使設置於平衡軸62之齒輪與設置於曲軸42之齒輪嚙合，而與曲軸42一併旋轉。平衡軸62包含平衡器62A。平衡器62A係伴隨平衡軸62之旋轉而產生慣性力。

平衡軸64係與曲軸42平行地配置。平衡軸64具有軸心64C。將平衡軸64能夠繞軸心64C旋轉地配置。平衡軸64向與曲軸42為反方向旋轉。平衡軸64係以與曲軸42相同之速度旋轉。平衡軸64例如藉由使設置於平衡軸64之齒輪與設置於曲軸42之齒輪嚙合，而與曲軸42一併旋轉。平衡軸64包含平衡器64A。平衡器64A係伴隨平衡軸64之旋轉而產生慣性力。

自曲軸42之軸向觀察，平衡軸62係相對於通過曲軸42之軸心42C且與氣缸軸線L1平行之直線L3，而配置於與平衡軸64為相反側。自曲軸42之軸向觀察，平衡軸62及平衡軸64係相對於通過曲軸42之軸心42C且與直線L3垂直之直線L4，而配置於與活塞38為相反側。

伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力之向量描繪之軌跡為真圓。

於本實施形態中，可利用伴隨平衡機構60之動作而產生之慣性力，抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。一面參照圖21~圖23，一面對用以獲得上述效果之平衡機構60之設定進行說明。

參照圖21，對用以抵消因伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力F而產生之振動之設定進行說明。為了抵消因一次慣性力F而產生之振動，只要使一次慣性力F、平衡器62A所引起之慣性力 U_a、及平衡器64A所引起之慣性力U_b滿足以下關係即可。

[數114]U_a+U_b=F (110)

[數115]U_a×L_a=U_b×L_b (111)

其中，L_a係連結平衡軸62之軸心62C與平衡軸64之軸心64C之直線L5延伸之方向(第1方向)上之曲軸42之軸心42C與平衡軸62之軸心62C之距離。L_b係第1方向上之曲軸42之軸心42C與平衡軸64之軸心64C之距離。於一次慣性力F作用於與連結平衡軸62之軸心62C與平衡軸64之軸心64C之直線L5正交之方向(第2方向)時，慣性力U_a及慣性力U_b向與一次慣性力F相反之方向作用。

參照圖22，對用以抵消俯仰力矩之設定進行說明。所謂俯仰力矩係指藉由作用於曲軸42之一次慣性力F、作用於平衡軸62之慣性力U_a、及作用於平衡軸64之慣性力U_b之相互作用而產生之以曲軸42之軸心42C作為旋轉中心之力矩。為了抵消俯仰力矩，只要滿足下式即可。

[數116]U_m×L=F×L_h (112)

其中，U_m係具有用以抵消俯仰力矩之相位及大小之慣性力。於一次慣性力F作用於第1方向時，U_m作用於與連結平衡軸62之軸心62C 與平衡軸64之軸心64C之直線L5正交且抵消F、及U_a+U_b之力矩之方向。L係平衡軸62之軸心62C與平衡軸64之軸心64C之距離。L_h係第2方向上之曲軸42之軸心42C與平衡軸62之軸心62C(或者，平衡軸64之軸心64C)之距離。

平衡器62A之大小及相位只要將U_a及U_m合成而決定即可。同樣地，平衡器64A之大小及相位只要將U_b及U_m合成而決定即可。

參照圖23，對用以抵消活塞側壓力所引起之激振力矩之一次成分(一次慣性力偶)之設定進行說明。為了抵消活塞側壓力所引起之一次慣性力偶，只要滿足下式即可。

[數117]U_p×L=M_p (113)

其中，M_p係活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之大小。U_p係具有用以抵消活塞側壓力所引起之一次慣性力偶之大小及相位之慣性力。

於此，於為偏置型引擎，且活塞側壓力所引起之一次慣性力偶於上死點後30°之位置(即，自上死點起前進30°之位置)成為最大之情形時，平衡軸62上之U_p之相位成為相對於U_a於曲軸旋轉方向上前進30°之相位，平衡軸64上之U_p之相位成為相對於U_b於曲軸旋轉方向上前進210°之相位。

再者，於無曲軸偏置之引擎中，U_p具有於上死點後90°之位置(即，自上死點起前進90°之位置)產生曲軸旋轉方向之力矩之相位、即與U_m相同之相位。

平衡器62A之大小及相位只要將U_a、U_m及U_p合成而決定即可。同樣地，平衡器64A之大小及相位只要將U_b、U_m及U_p合成而決定即可。

[第2實施形態之應用例]

於第2實施形態中，平衡軸64向與曲軸42為反方向旋轉，但例如平衡軸64亦可向與曲軸42相同之方向旋轉。例如，藉由經由鏈條而將曲軸42之旋轉傳遞至平衡軸64，而平衡軸54向與曲軸42相同之方向旋轉。於平衡軸64向與曲軸42相同之方向旋轉之情形時，曲軸平衡器42A設定為任意大小及相位。以下，對未設置曲軸平衡器42A之情形(曲軸平衡器42A為0%之情形)進行說明。再者，於未設置曲軸平衡器42A之情形時，一次慣性力F之向量描繪之軌跡並非為圓，而是與氣缸軸線平行之直線。

於本應用例中，可利用伴隨平衡機構之動作而產生之慣性力，抑制藉由因活塞側壓力所引起之一次慣性力偶而產生之振動。一面參照圖24及圖25，一面對上述情形之平衡機構之設定進行說明。

參照圖24，對用以抵消由伴隨活塞、曲軸機構32之動作而產生之一次慣性力F所引起之振動之設定進行說明。為了抵消因一次慣性力F而產生之振動，只要使平衡器62A所引起之慣性力U_a、與平衡器64A所引起之慣性力U_b滿足以下關係即可。

[數118]U_a+U_b=A (114)

[數119]U_a-U_b=B (115)

其中，A係一次慣性力橢圓(一次慣性力F之向量之前端描繪之軌跡)之長徑。B係一次慣性力橢圓(一次慣性力F之向量之前端描繪之軌 跡)之短徑。再者，於曲軸平衡器為0%時，為B=0，因此，以下關係成立。

[數120]U_a=U_b (116)

參照圖25，對用以抵消活塞側壓力所引起之一次激振力矩(一次慣性力偶)之設定進行說明。於為偏置型引擎，且活塞側壓力所引起之一次慣性力偶於上死點後30°之位置成為最大之情形時，只要滿足以下關係即可。

[數121]-x_A-x_B=M．cos(30°)/U_a (117)

[數122]-y_A-y_B=M．sin(30°)/U_a (118)

其中，M係活塞側壓力所引起之一次激振力矩(一次慣性力偶)之大小。X_A係以曲軸42之軸心42C作為原點之平衡軸62之X方向之位置。Y_A係以曲軸42之軸心42C作為原點之平衡軸62之Y方向之位置。X_B係以曲軸42之軸心42C作為原點之平衡軸64之X方向之位置。Y_B係以曲軸42之軸心42C作為原點之平衡軸64之Y方向之位置。所謂X方向係指垂直於直線L3之方向(平行於直線L4之方向)。所謂Y方向係指垂直於直線L4之方向(平行於直線L3之方向)。

再者，於非偏置型引擎中，於上死點後90°附近，活塞側壓力所引起之激振力矩成為最大。於非偏置型引擎中，只要以下關係成立即 可。

[數123]x_A+x_B=0 (119)

[數124]y_A-y_B=M/U_a (120)

以上，對本發明之實施形態進行了說明，但上述實施形態只不過是用以實施本發明之例示。因此，本發明不受上述實施形態限定，可於不脫離其主旨之範圍內對上述實施形態進行適當變化而實施。

32‧‧‧活塞、曲軸機構

34‧‧‧平衡機構

36‧‧‧氣缸

38‧‧‧活塞

40‧‧‧連桿

42‧‧‧曲軸

42A‧‧‧曲軸平衡器

42C‧‧‧軸心

44‧‧‧活塞銷

46‧‧‧曲軸銷

48‧‧‧平衡軸

48A‧‧‧平衡器

48C‧‧‧軸心

L1‧‧‧氣缸軸線

L3‧‧‧直線

Claims (15)

1. 一種引擎，其具備：運動轉換機構，其包含曲軸、及配置於氣缸內之活塞，且將上述活塞之於上述氣缸內之往復運動轉換成上述曲軸之旋轉運動；以及平衡機構，其降低伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之振動；且自上述曲軸之軸向觀察，上述曲軸之軸心不在上述氣缸具有之氣缸軸線上，於上述運動轉換機構中，上述活塞自上死點移動至下死點時之上述曲軸之旋轉角度，較上述活塞自下死點移動至上死點時之上述曲軸之旋轉角度更大，上述平衡機構包含第1平衡軸，該第1平衡軸係與上述曲軸平行地配置，且沿與上述曲軸旋轉之方向相反之方向以與上述曲軸相同之速度旋轉，且上述第1平衡軸係於自上述曲軸之軸向觀察之情形時，相對於上述氣缸軸線而位於與上述曲軸為相反側，利用伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分、及伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力，或者利用伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力，降低藉由因活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動。
2. 如請求項1之引擎，其中上述平衡機構為單軸式平衡機構，且上述運動轉換機構包含曲軸平衡器，該曲軸平衡器係設置於曲軸，且伴隨上述曲軸之旋轉而產生慣性力，且 上述第1平衡軸包含平衡器，該平衡器係伴隨上述第1平衡軸之旋轉而產生慣性力，且利用伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分之一部分、及伴隨上述第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分，抑制藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動。
3. 如請求項2之引擎，其中上述運動轉換機構進而包含：連桿，其連結上述曲軸與上述活塞；曲軸銷，其設置於上述曲軸，且支持上述連桿並使其能夠擺動；且以mr²ω²．A_M．sin(θ+α_M)表示由上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分，且若將上述曲軸銷之中心位於如下交點上之情形設為基準位置，該交點係與上述氣缸軸線平行地延伸且通過上述曲軸之軸心之基準線、與伴隨上述曲軸之旋轉而上述曲軸銷之軸芯描繪之軌跡之交點中的接近上述活塞者，則上述第1平衡軸配置於在上述曲軸旋轉之方向上自上述基準位置起α_M+150°+τ~α_M+210°+τ之範圍內，上述曲軸平衡器中之有助於抑制藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動之成分的大小k_M1可利用下式(1)表示，上述曲軸平衡器中之有助於抑制藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動之成分的相位α_M1可利用下式(2)表示，上述平衡器中之有助於抑制藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動之成分的相位α_BM1可利用下式 (3)表示； [數2]α _M1=180°-τ (2) [數3]α _BM1=180°+τ (3)其中，m表示上述運動轉換機構之往復運動質量，r表示曲軸半徑，ω表示上述曲軸旋轉時之角速度，A_M表示由上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分之大小，α_M表示由活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分之相位，τ表示由上述運動轉換機構之往復運動質量所致之慣性力之一次成分之相位延遲，L_B表示上述第1平衡軸之軸心與上述曲軸之軸心之距離。
4. 如請求項2或3之引擎，其中伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分包含：由包含上述活塞之往復運動質量所致之慣性力之一次成分；及由上述曲軸平衡器所致之慣性力；且利用上述往復運動質量所致之慣性力之一次成分之一部分、上述曲軸平衡器所致之慣性力之一部分、及伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力之一部分，降低藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動。
5. 如請求項4之引擎，其中利用上述往復運動質量所致之慣性力之 一次成分之剩餘、上述曲軸平衡器所致之慣性力之剩餘、及伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力之剩餘，降低因由伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分、及伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動，藉此，將上述引擎之瞬間旋轉中心設定於特定之位置。
6. 如請求項5之引擎，其中上述曲軸平衡器之大小k_total可利用下式(4)表示，上述曲軸平衡器之相位α_total可利用下式(5)表示，上述平衡器之大小kB_total可利用下式(6)表示，上述平衡器之相位αB_total可利用下式(7)表示， 其中，k_M1表示上述曲軸平衡器中之降低藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動之成分的大小，α_M1表示上述曲軸平衡器中之降低藉由因上述活塞側壓力所引 起之慣性力偶之一次成分而產生之振動之成分的相位，k_IC表示上述曲軸平衡器中之降低因由伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分、及伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動之成分的大小，α_IC表示上述曲軸平衡器中之降低因由伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分、及伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動之成分的相位，kB_M1表示上述平衡器中之降低藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動之成分的大小，αB_M1表示上述平衡器中之降低藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動之成分的相位，kB_IC表示上述平衡器中之降低因由伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分、及伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動之成分的大小，αB_IC表示上述平衡器中之降低因由伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分、及伴隨上述平衡機構之動作而產生之慣性力所引起之力偶而產生之振動之成分的相位。
7. 如請求項5之引擎，其中上述引擎係相對於車輛具有之車體框架能夠擺動地配置，於上述引擎，形成有供設置於上述車體框架之樞軸插入之孔，且上述引擎之瞬間旋轉中心設定於形成有上述孔之位置。
8. 如請求項5之引擎，其中上述引擎係隔著連桿機構而配置於車輛具有之車體框架，於上述引擎，形成有供設置於上述連桿機構之支持軸插入之孔， 上述引擎之瞬間旋轉中心設定於形成有上述孔之位置。
9. 如請求項1之引擎，其中上述平衡機構進而包含第2平衡軸，該第2平衡軸係自上述曲軸之軸向觀察，相對於上述氣缸軸線而配置於與上述第1平衡軸為相反側，且自上述曲軸之軸向觀察，上述第1平衡軸係於上述氣缸軸線延伸之方向上位於與上述第2平衡軸不同之位置。
10. 如請求項9之引擎，其中自上述曲軸之軸向觀察，上述第1平衡軸及上述第2平衡軸係相對於通過上述曲軸之軸心且沿與上述氣缸軸線正交之方向延伸之假想線，而配置於與上述活塞為相反側。
11. 如請求項9或10之引擎，其中上述第1平衡軸包含伴隨上述第1平衡軸之旋轉而產生慣性力之第1平衡器，上述第2平衡軸包含沿與上述曲軸旋轉之方向相反之方向旋轉且伴隨上述第2平衡軸之旋轉而產生慣性力之第2平衡器，於對伴隨上述運動轉換機構之動作而產生之慣性力之一次成分進行向量顯示時之軌跡為真圓，利用伴隨上述第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分、及伴隨上述第2平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分，抑制藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動。
12. 如請求項11之引擎，其中上述曲軸進而包含曲軸平衡器，該曲軸平衡器係伴隨上述曲軸之旋轉而產生慣性力，且利用由上述曲軸平衡器所致之慣性力、伴隨上述第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之剩餘、及伴隨上述第2平衡軸之旋轉而產生之慣性力之剩餘，抑制因由上述運動轉換機構之往復運動質量所致之慣性力之一次成分而引起之振動。
13. 如請求項9或10之引擎，其中上述第1平衡軸包含伴隨上述第1平衡軸之旋轉而產生慣性力之第1平衡器，且上述第2平衡軸包含沿與上述曲軸旋轉之方向相同之方向旋轉且伴隨上述第2平衡軸之旋轉而產生慣性力之第2平衡器，且利用伴隨上述第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分、及伴隨上述第2平衡軸之旋轉而產生之慣性力之一部分，抑制藉由因上述活塞側壓力所引起之慣性力偶之一次成分而產生之振動。
14. 如請求項13之引擎，其中利用伴隨上述第1平衡軸之旋轉而產生之慣性力之剩餘、及伴隨上述第2平衡軸之旋轉而產生之慣性力之剩餘，抑制因由上述運動轉換機構之往復運動質量所致之慣性力之一次成分而引起之振動。
15. 一種跨坐型車輛，其具備如請求項1至14中任一項之引擎。